加热炉装料机设计 - 机械设计说明书

机械设计课程设计

计算说明书

设计题目：加热炉装料机设计 院系： 设 计 者： 指导教师：

年 月日

北京航空航天大学

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设计任务书

1、设计题目：加热炉装料机 2、设计要求

（1）装料机用于向加热炉内送料，由电动机驱动，室内工作，通过传动装置使装料机推

杆作往复移动，将物料送入加热炉内。 （2）生产批量为5台。

（3）动力源为三相交流电380/220V，电机单向转动，载荷较平稳。 （4）使用期限为10年，每年工作300天，大修期为三年，双班制工作。 （5）生产厂具有加工7、8级精度齿轮、蜗轮的能力。 加热炉装料机设计参考图如图

3、技术数据

推杆行程200mm,所需电机功率 2kw,推杆工作周期4.3s.

4、设计任务

（1）完成加热炉装料机总体方案设计和论证，绘制总体原理方案图。 （2）完成主要传动部分的结构设计。

（3）完成装配图一张（用A0或A1图纸），零件图两张。 （4）编写设计说明书1份。

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目录

一、总体方案设计 .......................................................................................................... 3 1、执行机构的选型与设计.......................................................................................... 3 2、传动装置方案确定 ................................................................................................. 4 二、传动零件的设计计算 ............................................................................................... 6 1、联轴器 ................................................................................................................... 6 2、齿轮设计................................................................................................................ 6 3、蜗轮蜗杆设计 ...................................................................................................... 12 三、轴系结构设计及计算 ............................................................................................. 16 1、轴的强度计算 ...................................................................................................... 16 2、轴承校核计算 ...................................................................................................... 24 3、键校核计算 .......................................................................................................... 29 四、箱体及附件设计..................................................................................................... 30 五、润滑与密封 ............................................................................................................ 30 1、齿轮、蜗杆及蜗轮的润滑 .................................................................................... 30 2、滚动轴承的润滑................................................................................................... 31 3、油标及排油装置................................................................................................... 31 4、密封形式的选择................................................................................................... 31 六、技术要求................................................................................................................ 31 七、总结与体会 ............................................................................................................ 32 参考文献 ....................................................................................................................... 32

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一、总体方案设计

1、执行机构的选型与设计

（1）机构分析

①执行机构由电动机驱动，电动机功率2kw，原动件输出等速圆周运动。传动机构应有运动

转换功能，将原动件的回转运动转变为推杆的直线往复运动，因此应有急回运动特

性。同时要保证机构具有良好的传力特性，即压力角较小。

②为合理匹配出力与速度的关系，电动机转速快扭矩小，因此应设置蜗杆减速器，减速增扭。 （2）机构选型

方案一：用摆动导杆机构实现运动形式的转换功能。

方案二：用偏置曲柄滑块机构实现运动形式的转换功能。

方案三：用曲柄摇杆机构和摇杆滑块机构串联组合，实现运动形式的转换功能。

方案一

方案二 方案三

（3）方案评价

方案一：结构简单，尺寸适中，最小传动角适中，传力性能良好，且慢速行程为工作行程，快速行程为返回行程，工作效率高。

方案二：结构简单，但是不够紧凑，且最小传动角偏小，传力性能差。

方案三：结构复杂，且滑块会有一段时间作近似停歇，工作效率低，不能满足工作周期4.3秒地要求。

综上所述，方案一作为装料机执行机构的实施方案较为合适。 （4）机构设计

急回系数k定为2，则??1=240°, ??2=120°, 得θ=60°。

简图如下：暂定机架长100mm，则由θ=60°可得曲柄长50mm，导杆长200mm。

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（5）性能评价

图示位置即为γ最小位置，经计算，??min=90°?23°=67°。性能良好。

2、传动装置方案确定

（1）传动方案设计

由于输入轴与输出轴有相交，因此传动机构应选择锥齿轮或蜗轮蜗杆机构。 方案一：二级圆锥——圆柱齿轮减速器。 方案二：齿轮——蜗杆减速器。 方案三：蜗杆——齿轮减速器。

方案一

方案二 方案三

（2）方案评价

由于工作周期为4.3秒，相当于14r/min, 而电动机同步转速为1000r/min或1500r/min,

故总传动比为i=71或107 , i较大，因此传动比较小的方案一不合适，应在方案二与

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方案三中选。而方案二与方案三相比，结构较紧凑，且蜗杆在低速级，因此方案二较为合适。

（3）电动机选择 <1>选择电动机类型

按工作条件和要求，选用Y系列全封闭自扇冷式笼型三相异步卧式电动机，电压

380v。

<2>选择电动机容量

由设计要求得电动机所需功率Pd?2kw。因载荷平稳，电动机额定功率略大于Pd即可，因此选定电动机额定功率??ed为2.2kw。 <3>确定电动机转速

曲柄工作转速????= 13.95r/min，方案二中减速器传动比为60～90，故电动机转速可选范围为ndY112M-6。

（4）分配传动比

<1>计算总传动比：ia?nMnW?940r/min13.95r/min?67.38

?ianW?840?1260r/min。符合这一范围的同步

转速有1000r/min, 故选定电动机转速为1000r/min。进而确定电动机型号为

<2>分配减速器的各级传动比：

取第一级齿轮传动比i1?3，故

（5）运动和动力参数计算 滚动轴承效率：η1=0.99

闭式齿轮传动效率：η2=0.97 蜗杆传动效率：η3=0.80

联轴器效率：η4=0.99

故η=η

31

i2?ia/i1?22.46。

?η

2

?η

3

?η

4

=0.68

电机轴：Nm=940r/min,Pd=2kw, T0=9550*P0/Nm=20.319N*M 对于Ⅰ轴（小齿轮轴）:

P1=2.0*η4=1.98kw

N1=940r/min

T1=9550* P0/ Nm=20.116N*M 对于Ⅱ轴（蜗杆轴）：

P2=P1*η1*η2=1.98*0.99*0.97=1.90kw N2=N10/3=313.3r/min

T2=9550* P2/ N2=57.934N*M 对于Ⅲ轴（蜗轮轴）： P3=P2*η3*η1=1.90*0.8*0.99=1.5kw

N3=N2/22.46=13.95r/min

T3=9550* P3/ N3=1026.882 N*M

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运动参数核动力参数的结果加以汇总，列出参数表如下:

轴名 电机轴 小齿轮轴 蜗杆轴 蜗轮轴

总体设计方案简图如下：

功率P / kW 输入 1.98 1.90 1.50 输出 2 1.96 1.88 1.48 转矩T /N·m 输入 20.116 579.34 输出 20.319 19.915 573.54 转速n r/min 940 940 313.3 传动比i 1 1 3 22.46 效率? 0.99 0.99 0.99 0.99 1026.882 1016.613 13.95

二、传动零件的设计计算

1、联轴器

（1）TC?KAT式中：K为载荷系数；T为联轴器传递的工作扭矩（即轴的扭矩）。因

为载荷较平稳，KA查表得1，T=20.32N*m，故TC= 20.32N*m。

（2）由于??1=??0= 1000r/min，所以选弹性联轴器。

（3）匹配：电动机Y112M-6轴径D=28mm。

综上，查表选择弹性套柱销联轴器，型号LT4，齿轮轴轴径为25mm。

2、齿轮设计

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计算项目 1、选材、精度 2、初步计算小齿轮直径d1 计算内容 计算结果 考虑主动轮转速n1=940r/min不是很高，故大小齿轮均用45#，调质处理。小齿轮硬度HB=229～286，取260HB。大齿轮HB=217～255，取230HB。精度等级选8级。 因为采用闭式软齿面传动,按齿面接触强度初步估算小齿轮分度圆直径,由附录A表d1?Ad3KT1?d?2HP K?1.4 ?u?1u由表A1取Ad?756，动载荷系数K?1.4，初取??15?转矩T1?20.11N?m，由表27.11查取?d?1.2 接触疲劳极限 ?Hlim1T1?20.11N?m lim2?610MPa?Hlim12?580MPa ?Hlim12?610MPa?580MPa?HP!?0.9?H?0.9?610MPa?0.9?580MPa ?Hllim?HP2?0.9?Hllimd1?Ad3?HP!?549MPa?HP2?522MPa KT1?d?32HP?u?1u?3?13?36.74 取d1?40mm ?756?1.4?20.111.2?5222 3、确定基本参数 圆周速度v??d1n160?1000???40?94060?10008级精度合理 ?1.96m/s z1?31 精度等级取8级精度合理 取z1?31，z2?iz1?3?31?93 确定模数mt?d1/z1?40/31?1.290,查表取mn?1.25 确定螺旋角z2?92 取mn?1.25 ?：mnmt?arccos1.251.29?14.305? ??arccos小齿轮直径d1?39.99mmd2?118.68mmb?48mm 7

d1?mt?z1?1.29?31?39.99mm

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大齿轮直径d2?mt?z2?1.29?92?118.68mm初步尺宽b??dd1?1.2?40?48mm 传动比误差为1.1% 校核传动比误差：4、校齿核面接触疲劳强度 1〉计算齿面接触应力 节点区域系数:查图27-16非变位斜齿轮Z弹性系数:查表27.11ZE?189.8重合度系数Z?: 端面重合度 ????ztan???tan?1a1?????2???ztan??tan??2a2?1Hi?92/31?2.967，?3?2.967?/3?1.1% ?H?ZHZEZ?Z?KAKVKH?KH?Ftd1b?u?1u??HP?2.43 ZHMPa ?2.43 MPaZE?189.8 ??t ?tan20???tan?n???20.587? ??arctan??arctan??cos????????cos14.305??tdb1da1?d1cos?t?arccos??d?2ha1?1??????? ??20.587? ??at1?arccos?40cos20.587?arccos???40?2?2.5?at2?arccosdb2da2????33.682??????d2cos?t?arccos??d?2ha2?2?118.68cos20.587?arccos???118.68?2?2.5????26.065? 由于没有变位所以端面啮合角?'t??t ????3.10 ??48?sin14.3053.14?1.251?0.57??3.10 纵向重合度???bsin? ?mn???3.02????1?Z???Z??0.57 8

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螺旋角系数ZK?1KV??cos??0.98 Z??0.98 KAA?1.13 ?1KH?:KV?1.13 Ft?2T1/d1?2?20.11/40?1.0055kN KAFtb?1?1005.548 ?20.9N/mm?100N/mm cos?b?cos?cos?n/cos?t?0.973 KH????/cosKH?2?b?3.1/0.973????22?3.27 K H??3.27 ?b?A?B??d?1?C?102?3?b?3K?48?1.43H??1.43?1.17?0.16?1.2?0.61?10 齿面接触应力 ?H?2.43?189.8?0.57?0.98?1?1.13?1.43?3.27?2?H?495N/mm?3?1321005.440?48 ?495N/mm2>计算许用接触应力?HP ?HP??HlimZNTZLZVZRZWZXSHlim 总工作时间th?10?300?16?48000h 应力循环次数NL1?60?n1th?60?1?940?48000 9?2.71?10NL2?NL1/i?1.35?10 9接触寿命系数ZNT由图27-23查出 （单向运转取??1） 齿面工作硬化系数 ZNT1?0.88 ?0.9 9

ZNT2

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ZW1?ZW2?1.2?HB2?130?1.141700 ZW1?ZW2?1.14 ZX1?ZX2?1.0?1.2?(240?130)/1700接触强度尺寸系数ZX由表27.15按调质钢查 润滑油膜影响系数取为 ZL1?ZL2?ZR1?ZR2?ZV1?ZV2?1 由表27.14取最小安全系数SHlim 许用接触应力: SHlim?1.05 ?HP1?810?0.88?1?1?1?1.14?1/1.05?583N/mm2??HP1?2847.9N/mmHP2?HP2?580?0.9?1?1?1?1.14?1/1.05?566N/mm2 2?736.8N/mm 3〉验算: 接触疲劳强度较为2?H?495N/mm 中心距a?min??HP1,?HP2??566MPa合适,齿轮尺寸无须调整 ?(d1?d2)/2?(39.99?118.68）?80mm?79.335mm,圆整取a因为a?(z1?z2)mncos?/2?arccos(31(z1?z2)mn2a?1604'2\?精确的??arccos ?92)?1.252?80??16?04'2\ 5、确定主要传动尺寸 端面模数?1.30081:mt?mn/cos??1.25/cos16?04'2\ 小齿轮直径 d1?mtz1?1.30081?31?40.325mm 大齿轮直径 d1?40.325mmd2?119.674mmb2?48mm b1?54mm d2?mtz2?1.30081?92?119.674mm 齿宽b=48mm,b2?48mm , b1?54mm ZV1?Z1/cos3??34.910

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ZV2?Z6、齿根弯曲疲劳强度验算 2/cos3??103.57 1〉由式27.11 ?F?KAKVKF?KF?Ftb1mnYFaYSaY?Y???FP KA?1 KV?1.13 KF?KA?1, KV?1.13, KF??KH??1.49 YF?1?2.55,YF?2?2.26, YS?1?1.63,YS?2?1.73 ?1.49YF?1?2.55 0.75YF?2?2.26 2/cos?bY??0.25?0.75/??v?0.25??0.25?0.753.1/0.9732???0.48YS?1?1.63YS?2?1.73 Y??0.655 Y??0.93 b/h?48/?2.25?2.5??8.53 KF??1.4 齿根弯曲应力: Y??0.93 KF??1.4Ftb1mnYFa1YSa1Y?Y?1005.548?1.25 ?F1?KAKVKF?KF??1?1.13?1.4?1.49??2.55?F1?73.0MPa?1.63?0.48?0.93?73.0MPa?F2?69MPa ?F2??F1?YFa2?YSa/YFa1/YSa1a?69MPa22〉计算许用弯曲应力?由式27.17??FP FP??FlimYSTYNTYVrelTYRrelTYXSFlimFlim??Flim1?330MPa?320MPa试验齿轮的齿根弯曲疲劳极限?查图27-24cFlim2?Flim1?230MPa，?Flim2?200MPa YNT1?0.88 YNT2另外取 ?0.9 11

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YST1?YST2?2.0,YVrelTYRrelT 11?YVrelT2?12YX1=YX2?1 ?YRrelT2?1,YNT1?0.88,YNT?0.9SFmin?1.25 由图27-26确定尺寸系数YX1=YX2?1 YST1?YST2?2YVrelT1?YVrelTYRrelT1?YRrelT??324MPa122由表27.14查最小安全系数SFmin?1.25 ??FP1?230?2?0.988?1?1?11.25200?2?0.9?1?1?11.25?FP1?324MPa?FP2??288MPa?FP2?288MPa 合格 3〉弯曲疲劳强度验算 ?F1?73.0MPa?F2?69MPa7、静强度校核

??FP1 ??FP2 静强度校核,因传动无严重过载,故不作静强度校核 3、蜗轮蜗杆设计

计算项目 1．选择传动精度等级，材料 2．确定蜗杆，涡轮齿数 计算内容 考虑传动功率不大，转速也不高，选用ZA型蜗杆传动，精度等级为8级。蜗杆用45号钢淬火，表面硬度45~50HRC，蜗轮轮缘材料用ZCuSn10P1沙模铸造。 传动比 i12?22.46,取z1?2,z2?iz1?22.46?2?44.92计算结果 z1?2 z2?45 取z2?45 校核传动比误差：涡轮i?45/2?22.5，?22.5转?22.46?/22.46?0.2% ：速为12

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n2?n1/i?313.3/22.46?13.95r/min 3.确定涡轮许用接触应力 蜗杆材料为锡青铜，则?HP??'HPZVSZN, ??200N/mm2?HP?120.62N/mm,响P 初估滑动速度VS?2m/s,浸油润滑。滑动速度影系数ZVS?0.97,单项运转取??1，涡轮应力循环次数NL?60??n2th?60?1?13.95?10?16?300?4.02?107查得：ZN?0.83?HP??'HPZVSZN?200?0.97?0.83?161.02N/mm2 4.接触强度设计 md1?(215000?HPZ2)KT2载荷系数K?1 2T2?1040.9N?mm?8 蜗轮转矩：估取蜗杆传动效率??0.8 ; T2?T1i?1?57934?0.8?22.46?1040.9N?m则md1?(22d1?80mm 315000161.02?453)?1?1040.9?4460.7mm2选用md?5376mm传动基本尺寸：则蜗杆的宽度?135mmm?8,d1?80,q?10 b1?2.5mz2?1?2.5?845?1 5.主要几何尺寸计算 涡轮分度圆直径：d2?mz2?8?45?360mm 蜗杆导程角tan??z1/q?2/10?0.2mmd2?360mm ??11.3???11.3 ?涡轮尺宽b2?2m(0.5??2?8?(0.5?q?1?b2?62mma?220.0mm10?1)?61.066mm,传动中心距a?0.5(d1?d2)?220mm v2?0.263m/svs?1.34m/s??0.79 6.计算涡轮的圆周速度和传动效率

涡轮圆周速度v2??d2n2/(60?1000)?0.263m/s，13

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齿面相对滑动速度vs?v1/cos???d1n1/(60?1000)cos11.3??1.34m/s 查出当量摩擦角?V?2?09'?2.15? ?1?tan?tan(???V)?tan11.3tan(11.3????2.15)?0.836搅油效率?2?0.96滚动轴承效率?3?0.99???1?2?3?0.836?0.96?0.99?0.79 与估取值近似 7.校核接触强度 ?H?ZE9400T2d1d22KAKvK????HPH?150.42N/mmT2?T1i?1?57934?0.79?22.46?1027.9N?m ?H??HP合格查得弹性系数ZE?155，使用系数KA?1v2?0.263m/s?3m/s 取动载荷系数KV?1.01 载荷分布系数K??1 9400?1027.980?3602?H?155??1?1.01?1?150.4N/mm 8.轮齿弯曲强度校核 ?F?666T2KAKVK?d1d2m YFSY???FP 确定许用弯曲应力?F??'FPYN 查出?'FP?51N/mm 查出弯曲强度寿命系数 2?FP?34.172YN?0.67故?FP??'FPYN?51?0.67?34.17N/mm N/mm2 14

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确定涡轮的复合齿形系数YFS?YFa?YSa 角 ?0.906 涡轮当量齿数ZV2?Z2/cos3??45/cos311.3??47.73 YFa?2.25涡轮无变位查得YSa?1.73YFs?2.25?1.73?3.89 导程??的系数Y??1??/120其他参数同接触强度设计?1?11.3120???F?6.919N/mm2 ?F?666?1027.9?1?1.01?180?360?82?3.89?0.906 ?H??FP 合格?10.62N/mm9.蜗杆轴刚度验算 y1?Ft1?Fr148EI22 L?yP 3 受圆周力 Ft1?1448.35N蜗Ft1?杆2000Td11所?2000?57.93480?1448.35N 蜗杆所受径向力 Fr1?2000Td22tan?x?2000?1027.9360 ?tan20? Fr1?2078.5N?2078.5N蜗杆两支撑间距离L取L?0.9d2?0.9?360?324mm I?2.01?106蜗杆危险及面惯性矩 I??df1644???(100?2.5?8.0)644?2.01?10mm64mm4 许用最大变形yp?0.001?d1?80?m yp?80?m y1?yp合格 15

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蜗杆轴变形y1?1448.3525?2078.52648?2.1?10?2.01?10?3243 ?42?m?yp合格10.蜗杆传动热平衡计算 t1?P1(1??)KA?t2?95C ? ） 2蜗杆传动效率??0.79 导热率取为K?15W/(m2??C)(中等通风环境K工作环境温度t2?20?C 传动装置散热的计算面积为 A?0.33(t1?a100)1.73?1.173m1900?(1?0.79)15?1.173 ?20?42.68?Ct1?42.68C?95C合格 ?? 三、轴系结构设计及计算

1、轴的强度计算

（1）小齿轮轴（结构简图、受力图、弯矩、扭矩图附表后） 计算项目 1、材料选择、热处理 2、初估轴径 3、初定轴的结

计算内容 45钢，正火，硬度为170至217HB 当轴材料为45钢时可取C=110，则 33计算结果 d?CP/n?110?1.98/940?14.1mm 考虑有键联接，故轴径增加3%，因需与联轴器匹配， 取dmin?25mm，轴孔长度L=62mm。 取dmin?25mm 初选中系列深沟球轴承6006，轴承尺寸外径D=55mm，宽度B=13mm。 初步设计轴的结构件图见表后。 16

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构 4、轴的空间受力 5、轴承支点的支反力绘出水平面和垂直面弯矩图 6、计算机合成

该轴所受的外载荷为转矩和大齿轮上的作用力。 T1?9.55?10?20116N?mm小齿轮圆周力Ft1?6?Pn?9.55?106?1.98940 2T1d1?2?2011840?1006N Fr1?Fttg?n/cos?小齿轮径向力?1006?381N?tg20?/cos1642 ?'\小齿轮轴向力 Fa1?Ft1tg??1006?tg1642?290N?'\ 1）垂直面支反力及弯矩计算 FBVFAVMVC?1006?42?503N84?503N ?FBV?FAV?42?21126N?mm?MVC \2）水平面支反力及弯矩计算 FAH?381?42?290?2084381?42?290?2084?42?10920N?42?5082N?260NFBHMM '??121N?mm?mmHC\?FBH?FAH HCMM 'C\??2MVC?M'2HC\2?21729N?mm 17

CMVC?M2HC?23781N?mm机械设计课程设计

弯矩， 绘制 合成 弯矩图 7、转矩图 8、求当量弯矩 bT ?20116N?mm Me?M?(?T)?1b2 ??[???1b/?0b],查表得?0b?600MPa ?55MPa,??95MPa,则??55/95?0.58危险截面C处当量弯矩： Me,绘制当量弯矩图 9、按弯扭合成应力校核轴的强度 Mec? MC\2?(?T)2?26489?mm ?b??bc?MeW?Me0.1d33?[??1b] ?bc?[??1b] 合格 264890.1?40?14MPa查得许用应力[??1b]?55MPa 18

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（2）蜗轮轴（结构简图、受力图、弯矩、扭矩图附表后）

计算项目 计算内容 1、选择材料、45钢正火，硬度为170至217HB 热处理 计算结果 2、按扭转强度当轴材料为45钢时可取C=110，则 初估轴径 取d=55 33d?CP/n?110?1.5/13.95?52.31mm 取其轴径为55mm 3、初定轴的结选圆锥滚子轴承30215（一对），其尺寸：D=130mm,d=75mm, 初步结构图见下 构 B=25mm. 4、轴的空间受该轴所受的外载荷为转矩和蜗轮上的作用力。 力分析 输入转矩

空间受力简图见下 1.566T2?9.55?10??9.55?10? n13.95 ?1027900N?mm 轴向力Fa2?Ft1?1448N 径向力Fr2?Ft2tan?x?2078N P19

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FaC0r?290/8300X、Y值 e?0.23?0.035， X?1 Y?0 ，FaFr?290/566?0.51?e 冲击载荷系数 当量动载荷 P?fd?XFr?YFa? 16670?Cr????nP??（球轴承??3） ?96114200?0.07?查得 fd?1.1 P?691N 轴承寿命 载荷变化系数 载荷分布系数 L10hPCrL10h?57202h >48000h，寿命合格 查图得 f1?1 对于深沟球轴承，查得 N?f1f2N0 f2?0.98 N?9800r/min 大于工作转速940r/min 满足要求 许用转速 结论：所选轴承能满足寿命、静载荷与许用转速的要求。

（2）蜗轮轴

该轴采用两端单向固定的方式，所受轴向力比较小，选用一对圆锥滚子轴承，按轴径初选30215。下面进行校核： 计算项目 轴承主要性能参数 计算内容 查手册30215轴承主要性能参数如下： Cr?1138000N；C0r?185000N；N0?2800r/min 接触角α=16.35° e=1.5tanα=0.44 CCr0r计算结果 ?113800N ?18500N ?2800r/minN0 α=16.35° Fr1?3583NFr2?2885N轴承受力情况 ； FS?Fr/Y,Y?1.4 FS1?1280N,方向向左；FS2?1030N，方向向右；FS2?FA-FS1?1198N?0故25

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Fa1?FS2?FA?2478NFa2?FS2?1030Ne?0.44 ， X1?0.4Y1?1.4 X2?1Y2?0 轴承一：FaFr?2478/3583?0.69?eX、Y值 轴承二：FaFr?1030/2885?0.36?e 冲击载荷系数 P?fd?XFr?YFa? 查得 fd?1.1 P?5393N当量动载荷 P1?5393N,P2?3173N L10h16670?Cr????nP???7L10h?5.9?10h 轴承寿命 （滚子轴承>48000h，寿命合格 ??10/3） 载荷变化系数 载荷分布系数 PCr?96114200?0.04查图得 子轴承，f1?1 对于圆锥滚f2?0.92 ??arctanN?f1f2N0 FAFr?22?查得 N?2576r/min 大于工作转速13.95r/min 满足要求 许用转速 结论：所选轴承能满足寿命、静载荷与许用转速的要求。

（3）蜗杆轴

蜗杆轴采用一端固定一端游动的支撑方案，固定端采用两个圆锥滚子轴承，以承受蜗杆轴向力，按轴径初选32309；游动端采用一个深沟球轴承，只承受径向力，按轴径初选6009。受力图如下图：

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下面进行校核：深沟球轴承6009 计算项目 轴承主要性能参数 计算内容 查手册6009轴承主要性能参数如下： ；C0r?14800NCr?21000NN0?8000r/min Fr1?1026N； Cr0r?计算结果 21000N 8000r/min；C?14800NN0?轴承受力情况 Fa1?0N； FaC0r?0/14800?0， X?1 X、Y值 e?0.16，FaY?0 Fr?0?e fd?1.1 冲击载荷系数 当量动载荷 查得 P?fd?XFr?YFa? 16670?Cr????n?P?（球轴承??3） ?96114200?0.05?P?1129N 轴承寿命 载荷变化系数 载荷分布系数 L10hPCrL10h?342345h >48000h，寿命合格 查图得 f1?1 f2?1 对于深沟球轴承，查得 N?f1f2N0 N?8000r/min 大于工作转速313.3r/min 满足要求 许用转速 结论：所选轴承能满足寿命、静载荷与许用转速的要求。

圆锥滚子轴承32309： 计算项目 计算内容 计算结果 27

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轴承主要性能参数 查手册32309轴承主要性能参数如下： Cr?145000N；C0r?188000N；N0?4000r/min e=0.35 Fa?5420N CCr0r?145000N?188000N? N04000r/min Fr2?908N轴承受力情况 ； Fr3?908N FS?Fr/Y,Y?1.5 FS3?303N,方向向左；FS2?303N，方向向右；Fa2?0N,Fa3?Fa?5420N e?0.35， X2?1Y2?1.9 ?5.97?eX、Y值 轴承二：FaFr?0?e轴承三：FaFr?5420/908 冲击载荷系数 查得 P?fd?XFr?YFa? X3?0.67Y2?2.8 fd?1.1 P?17363N当量动载荷 P2?999N,P3?17363N L10h16670?Cr????n?P??L10h?62858h （滚子轴承>48000h，寿命合格 轴承寿命 ??10/3） 载荷变化系数 载荷分布系数 PCr?96114200?0.12查图得 f1?0.94 对于圆锥滚子轴承，α=13.13°查得 N?f1f2N0 f2?1 N?3760r/min 大于工作转速313.3r/min 满足要求 许用转速 结论：所选轴承能满足寿命、静载荷与许用转速的要求。 28

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3、键校核计算

键的选择主要考虑所传递的扭矩的大小，轴上零件是否需要沿轴向移动，零件的对中要求等等。 计算项目 （1）小齿轮轴键的选择与校核 键的选择和参数 转矩 键长 接触长度 许用挤压应力???P校 核 与联轴器相联接，为静联接，选用普通平键，圆头。 由手册查得d=25mm时，应选用 键8?7GB1096-79 依据轮毂长度为63mm，选择标准键长L=57mm l'?L?b?57?8 T?20.116N?m计算内容 计算结果 L?57mm l'?49mm ?P查表可得钢的许用挤压应力为 ???P=（70-80）MPa ?P?4T????P 故满足要求 hl'd?4?201167?49?25?9.4MPa （2）蜗轮键的选择和校核 键的选择和参数 转矩 键长 静联接,选用普通平键，圆头，由手册查得d=80mm 时，选用键22?14GB1096-79 依据轮毂长度为117mm，选择标准键长L=110mm T ?102.6882N?L ?110mm 接触长度 l'?L?b?110?22 l?88mm 许用挤压应力查表可得钢的许用挤压应力为 ???P校 核 ????P=（70-80）MPa ?P P????P 故满足要求 ?4Thld'?4?102688214?88?80?42MPa（3）蜗杆轴键的选择和校核 键的选择和参静联接,选用普通平键，圆头 数 由手册查得d=35mm时，选用键8?7，GB1096-79 转矩 T ?57.934N?m29

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键长 接触长度 依据轮毂长度为43mm，选择标准键长L=37mm L ?37mml?L?b 'l'?29mm 许用挤压应力查表可得钢的许用挤压应力为 ???P=（70-80）MPa ?P?4T4?579347?29?35?P????P故???P校 核 满足要求 ?33MPa hld'?四、箱体及附件设计

计算项目 箱座厚度 箱盖厚度 箱座突缘厚度 箱盖突缘厚度 箱座底突缘厚度 地角螺钉直径 地角螺钉数目 轴承旁连接螺钉直径 机盖与机座连接螺栓直径 轴承端盖螺钉直径 窥视孔盖螺钉直径 连接螺栓d2的间距 定位销直径 大齿轮顶圆与内机壁距离 齿轮端面与内机壁距离 轴承端盖外径 轴承端盖突缘厚度 机盖肋厚 机座肋厚 计算内容 δ=0.04a+3≥8 δ1=0.85δ=10.2 b=1.5δ b1=1.5δ1 b2=2.5δ df=0.036a+12 d1=0.75 df=16 d2=(0.5—0.6) df d3=(0.4—0.5) df d4=(0.3—0.4) df l=(120—200)mm d=(0.7—0.8)d2 Δ1>1.2δ Δ2>δ D2=1.25D+10 t=(1.1—1.2)d3 m1=0.85δ1 m=0.85δ 计算结果 取δ=12mm 取δ1=10mm b=18mm b1=15mm b2=30mm df =20mm n=4 取d1=16mm 取d2=12mm 取d3=10mm 取d4=6mm 取l=150mm 取d=9mm 取Δ1=15 取Δ2=12 依轴承而定 t=12 取m1=8 取m=10 五、润滑与密封

1、齿轮、蜗杆及蜗轮的润滑

在减速器中，蜗杆相对滑动速度 V=1.34m/s，采用浸油润滑，选用L

?CPE/P蜗30

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轮蜗杆油（摘自SH0094?91），用于蜗杆蜗轮传动的润滑，代号为N220。浸油深度一般要求浸没蜗杆螺纹高度，但不高于蜗杆轴承最低一个滚动体中心高。

2、滚动轴承的润滑

三对轴承处的零件轮缘线速度均小于2m/s，所以应考虑使用油脂润滑，但应对

5轴承处d?n值进行计算。d?n值小于2?10mm?rpm时宜用油脂润滑；否则应设计

辅助润滑装置。

三对轴承处d?n值分别为：30?940?28200mm?rpm，

45?313.3?10498.5mm?rpm，75?13.95?1046.25mm?rpm均小

于2?10mm?rpm，所以可以选择油脂润滑。

采用脂润滑轴承的时候，为避免稀油稀释油脂，需用挡油板将轴承与箱体内部隔开。

在选用润滑脂的牌号时，根据手册查得常用油脂的主要性质和用途。因为本设计的减速器为室内工作，环境一般，不是很恶劣，所以6212和6214轴承选用通用锂基润滑脂（SY7324?87），它适用于?20~120?C宽温度范围内各种机械设备的轴承，选用牌号为1的润滑脂。

53、油标及排油装置

(1)油标：选择杆式油标A型

(2)排油装置：管螺纹外六角螺赛及其组合结构

4、密封形式的选择

为防止机体内润滑剂外泄和外部杂质进入机体内部影响机体工作，在构成机体的各零件间，如机盖与机座间、及外伸轴的输出、输入轴与轴承盖间，需设置不同形式的密封装置。对于无相对运动的结合面，常用密封胶、耐油橡胶垫圈等；对于旋转零件如外伸轴的密封，则需根据其不同的运动速度和密封要求考虑不同的密封件和结构。本设计中由于密封界面的相对速度不是很大，采用接触式密封，输入轴与轴承盖间V<3m/s，采用粗羊毛毡封油圈，输出轴与轴承盖间也为V <3m/s，故采用粗羊毛毡封油圈。

六、技术要求

1〉 装配前所有零件用煤油清洗，滚动轴承用汽油浸洗，箱体内不允许有任何杂物存生。 2〉 保持侧隙不小于0.115mm。

3〉 调整、固定轴承时应留轴向间隙，??0.25~0.4mm。

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4〉 涂色检查接触斑点，沿齿高不小于55%，沿齿长不小于50%

5〉 箱体被隔开为两部分，分别装全损耗系统用油L-AN68至规定高度。

6〉 空载试验，在n1=1000r/min、L-AN68润滑油条件下进行，正反转各1小时，要求减速

器平稳，无撞击声，温升不大于60°C，无漏油。

7〉 减速器部分面，各接触面及密封处均不允许漏油，剖分面允许涂以密封胶或水玻璃，不允许使用垫片。

8〉 箱体外表面涂深灰色油漆，内表面涂耐油油漆。

七、总结与体会

参考文献

1、 2、

王之栎、王大康主编《机械设计综合课程设计》2010年8月第2版，机械工业出版社。

吴瑞祥，王之栋，郭卫东，刘静华主编《机械设计基础（下册）》2007年2月第2版，北京航空航天大学出版社。

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本文来源：https://www.bwwdw.com/article/l6ug.html